機械設(shè)計課程設(shè)計報告計算說明書

1、-. z. . . . . 資料. . .*理工大學(xué)機械工程學(xué)院課程設(shè)計說明書減速箱設(shè)計計算機械四班 楊浩 07140003222010/1/22設(shè)計題目：設(shè)計一帶式輸送機的傳動裝置，傳動簡圖如下：工作條件如下：用于輸送碎料物體，工作載荷有輕微沖擊使用系數(shù)、工況系數(shù)，輸送帶允許速度誤差4%，二班制，使用期限10年每年工作日300天，連續(xù)單向運轉(zhuǎn)，大修期三年軸承壽命，原始數(shù)據(jù)為：運輸帶工作拉力Fw(N)運輸帶工作速度Vw(m/s)卷筒直徑D(mm)16001.1220電動機的選擇選用電動機選擇電動機類型按工作要求和工作條件選用Y系列封閉式三相異步電動機。電動機的輸出功率P電動機所需的輸出功率為：

2、P= kW式中：Pw為工作裝置所需功率，kW；為由電動機至工作裝置的傳動裝置的總效率。工作裝置所需功率Pw應(yīng)由機器工作阻力和運行速度經(jīng)計算求得：Pw=1.76kW式中：為工作裝置的阻力，N；vw為工作裝置的線速度，m/s。由電動機至工作裝置的傳動裝置總效率按下式計算：查機械設(shè)計表2-4，得：取0.96，取0.995，取0.97，取0.99，取0.97則0.960.99520.970.990.97=0.885所以P0=1.99kW確定電動機轉(zhuǎn)速工作裝置的轉(zhuǎn)速為：nw=60=95.5r/min由于普通V帶輪傳動比為：i124圓柱齒輪傳動比為：i235故總的傳動比為：i=i1i2620則電動機所需轉(zhuǎn)

3、速為：n=inw(620)95.5=(5731910)r/min查機械設(shè)計課程設(shè)計表8-184，選取電動機Y112M-6，技術(shù)數(shù)據(jù)如下：型號額定功率PkW滿載轉(zhuǎn)速nr/min質(zhì)量kgY112M-62.29402.02.245計算傳動裝置的總傳動比及分配各級傳動比總傳動比為：ia=9.84分配傳動比：Ia=i外i內(nèi)考慮減速器構(gòu)造，故：i外=3 ；i內(nèi)=3.28計算傳動裝置的運動和動力參數(shù)各軸轉(zhuǎn)速n電=n=940r/minn1=313r/minn2=95r/minnw= n2=95r/min各軸輸入功率P1=P0帶=1.990.961.910kWP2=P1齒滾=1.9100.970.9951.84

4、3kWPw=P2聯(lián)滾=1.8430.990.9951.815kW各軸輸入轉(zhuǎn)矩T1=9550=9550=58.28NmT2=9550=9550=185.27NmTw=9550=9550=182.46Nm電動機軸輸出轉(zhuǎn)矩T0=9550=9550=20.22Nm將以上算得的運動和動力參數(shù)列表如下：軸名參數(shù)電動機軸1軸2軸工作軸轉(zhuǎn)速n(r/min)9403139595功率P(kW)1.991.9101.8431.815轉(zhuǎn)矩T(Nm)20.2258.28185.27182.46傳動比i33.281效率0.960.9650.985 V帶輪設(shè)計確定計算功率Pca由機械設(shè)計表8-7查得工作情況系數(shù)KA=1.1

5、，故Pca=KAP=1.12.2kW=2.42kW選擇V帶的帶型根據(jù)Pca、n1由圖8-10選用A型。確定帶輪的基準直徑dd并驗算帶速v初選小帶輪的基準直徑dd1。由機械設(shè)計表8-6和機械設(shè)計表8-8，取小帶輪的基準直徑dd1=106mm驗算帶速v。v=m/s=5.22m/s因為5m/sv(F0)min。計算壓軸力Fp壓軸力的最小值為(Fp)min=2z(F0)minsin=23133.16sinN=781.5N帶輪構(gòu)造設(shè)計根據(jù)機械設(shè)計表8-6，取帶寬75mm。齒輪設(shè)計選定齒輪類型、精度等級、材料及齒數(shù)選用斜齒圓柱齒輪傳動。由于速度不高，應(yīng)選用8級精度。材料選擇。由機械設(shè)計表10-1選擇小齒輪

6、材料為40Cr(調(diào)質(zhì))，硬度為280HBS，大齒輪材料為45鋼(調(diào)質(zhì))，硬度為240HBS，二者材料硬度差為40HBS。選小齒輪齒數(shù)z1=20，大齒輪齒數(shù)z2=3.2820=65.6，取z2=66。選取螺旋角。初選螺旋角=14。按齒面接觸強度設(shè)計d1t=確定公式內(nèi)的各計算數(shù)值試選載荷系數(shù)Kt=1.6。由機械設(shè)計表10-7選取齒寬系數(shù)=1。由機械設(shè)計表10-6查得材料的彈性影響系數(shù)ZE=189.8。由機械設(shè)計圖10-21d按齒面硬度查得小齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim1=600MPa；大齒輪的接觸疲勞強度極限Hlim2=550MPa。計算應(yīng)力循環(huán)次數(shù)。N1=60n1jLh=609401(2830

7、010)=9.01108N2=2.75108由機械設(shè)計圖10-19取接觸疲勞壽命系數(shù)KHN1=1.01，KHN2=1.06。由機械設(shè)計圖10-30選取區(qū)域系數(shù)ZH=2.433。由機械設(shè)計圖10-26查得=0.750，=0.860則=+=1.61。計算接觸疲勞許用應(yīng)力。取平安系數(shù)S=1，得1=1.01600MPa=606MPa2=1.06550MPa=583MPa則=594.5MPa計算試算小齒輪分度圓直徑d1t，由計算公式得d1tmm=45.00mm計算圓周速度。v=m/s=2.21m/s計算齒寬b及模數(shù)mnt。b=d1t=145mm=45mmmnt=2.18mmh=2.25 mnt=2.25

8、2.18=4.91mmb/h=45/4.91=9.16計算縱向重合度。=0.318z1tan=0.318120tan14=1.59計算載荷系數(shù)K。由機械設(shè)計表10-2查得使用系數(shù)KA=1.25；根據(jù)v=2.21m/s，8級精度，由機械設(shè)計圖10-8查得動載系數(shù)Kv=1.1；由機械設(shè)計表10-4查得KH=1.466；由機械設(shè)計圖10-13查得KF1.35；由機械設(shè)計表10-3查得KH=KF=1.2。故載荷系數(shù)K=KAKvKHKH=1.251.11.21.466=2.42按實際的載荷系數(shù)校正所算得的分度圓直徑，得d1= d1t=45mm=51.65mm計算模數(shù)mn。mn=2.51mm按齒根彎曲強度

9、設(shè)計mn確定計算參數(shù)計算載荷系數(shù)。K=KAKvKFKF=1.251.11.21.35=2.23由機械設(shè)計圖10-20c查得小齒輪的彎曲疲勞強度極限FE1=500MPa；大齒輪的彎曲疲勞強度極限FE2=380MPa。由機械設(shè)計圖10-18取彎曲疲勞壽命系數(shù)KFN1=0.85，KFN2=0.92。計算彎曲疲勞許用應(yīng)力。取彎曲疲勞平安系數(shù)S=1.4，得=303.57MPa=244.29MPa根據(jù)縱向重合度=1.59，從機械設(shè)計圖10-28查得螺旋角影響系數(shù)Y=0.88計算當(dāng)量齒數(shù)。zv1=21.89zv2=72.25查取齒形系數(shù)。由機械設(shè)計表10-5查得YFa1=2.72;YFa2=2.24查取應(yīng)力

10、校正系數(shù)。由機械設(shè)計表10-5查得YSa1=1.57;YSa2=1.75計算大、小齒輪的并加以比擬。=0.01407=0.01605。設(shè)計計算mnmm=1.75mm比照計算結(jié)果，由齒面解除疲勞強度計算的法面模數(shù)mn大于由齒根彎曲疲勞強度計算的法面模數(shù)，取mn=2.0mm，已可滿足彎曲強度。但為了同時滿足接觸疲勞強度，需按接觸疲勞強度算得分度圓直徑d1=51.65mm來計算應(yīng)有的齒數(shù)。于是由z1=25.05取z1=25，則z2=uz1=3.2825=82。幾何尺寸計算計算中心距a=110.28mm將中心距圓整為110mm。按圓整后的中心距修正螺旋角=arccos=arccos=132443因值改

11、變不多，故參數(shù)、K、ZH等不必修正。計算大、小齒輪的分度圓直徑d1=51.4mmd2=168.6mm計算齒輪寬度b=d1=151.4mm=51.4mm圓整后取B2=50mm；B1=55mm。軸的設(shè)計高速級齒輪設(shè)計材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，對其重量和尺寸也無特殊要求應(yīng)選擇常用材料45鋼，調(diào)制處理。初定軸的最小直徑按鈕轉(zhuǎn)強度條件，得dA0由機械設(shè)計表15-3查得A0=103126。所以d(103126)=18.823.0mm取中間值d=20mm，由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大57%，故dmin=20(1+57%)=2121.4mm綜合考慮，取dmin=25mm。軸的構(gòu)造設(shè)計擬

12、定零件的裝配方案，如下列圖BBC根據(jù)軸向定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從右開場設(shè)計。由于在L11這段上所連接的是大帶輪，根據(jù)它的扭轉(zhuǎn)強度已經(jīng)計算得到此處的最小直徑，在這個直徑下是滿足大帶輪所傳遞的扭矩的強度，故：d1=dmin=25mm此處軸段的長度由大帶輪的輪轂的寬度所決定，由機械設(shè)計圖8-14(b)查得：L=(1.52)d=(1.52)25mm=37.550mm取L=44mm，為了使帶輪上的擋板壓緊帶輪而不是壓到軸，所以軸段長度略小于其輪轂值，取L11=42mm。初選滾動軸承。一般運輸機傳遞載荷不是很大，由斜齒產(chǎn)生的軸向力不是很大，再根據(jù)這段軸的尺寸，可選擇7307C型軸承。查機械設(shè)計

13、課程設(shè)計表13-1得，d3=d7=35mm，要求的定位軸肩是4.5mm。故，要求在這此處的定位套筒的直徑是44mm。因此取d2=32mm。由該說明書后面的箱體設(shè)計可以得到L7=40mm。該箱體壁與齒輪的距離L6=L3=15mm，L8=10mm。由軸承端蓋的厚度一般為10mm左右，因此，整個軸承蓋的長度是20mm，它與右端大帶輪的距離至少要留一個螺栓的長度25mm，再考慮軸承端蓋的調(diào)整*圍，可以確定L10=50mm。如果再按照這種方法選擇下去，則d5=48mm，這樣會使齒輪的齒根到鍵槽頂?shù)木嚯x小于2mt，齒輪很容易損壞，所以這里必須采用齒輪軸。由齒輪各參數(shù)可以得到d5=57.73mm，L4=60

14、mm。L5處的寬度大于1.4h，取L5=L2=9mm，d4=d6=42mm；則L9=L6+L7-L8-L9=15+40-10-9=36mm。同樣，也就確定了L1=34mm。至此，已初步了軸的各段直徑和長度。軸上零件的周向定位大帶輪與軸的周向定位采用平鍵。按該截面直徑查機械設(shè)計課程設(shè)計表8-61采用bhL=8mm7mm32mm，鍵槽用鍵槽銑刀加工，保證大帶輪與軸配合有良好的對中性。故大帶輪與軸的配合為。滾動軸承與軸周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。確定軸上圓角和倒角尺寸按照機械設(shè)計課程設(shè)計表8-158確定軸兩端的倒角均為145，各處圓角半徑都為1.66mm。低速軸的設(shè)計

15、材料選擇及熱處理由于減速器傳遞的功率不大，可以和高速級軸的材料一致。并做調(diào)質(zhì)處理。初定軸的最小直徑由機械設(shè)計表15-3查得A0=103126。所以d(103126)=27.733.9mm取中間值d=30mm，由于該軸有一個鍵槽，故軸的直徑應(yīng)加大57%，故dmin=30(1+57%)=31.532.1mm。綜合考慮，取dmin=35mm。聯(lián)軸器的選擇根據(jù)軸所傳遞的扭矩T=185.27Nm，可選擇彈性套柱銷聯(lián)軸器，因為它是由蛹狀的彈性套傳遞轉(zhuǎn)矩，故可緩沖減振，其制造容易，裝拆方便，本錢較低，適用于連接載荷平穩(wěn)、起動頻繁的中小轉(zhuǎn)矩的軸。查機械設(shè)計課程設(shè)計表8-177選用LT7聯(lián)軸器4284GB/T4

16、323-2002綜合考慮，取dmin=42mm。軸的構(gòu)造設(shè)計擬定構(gòu)造方案如下列圖：根據(jù)軸各定位的要求確定軸的各段直徑和長度，從左開場設(shè)計。為了滿足半聯(lián)軸器的軸向定位要求，L1軸段右端需制出一軸肩，故取d2=46mm。由于前面已經(jīng)對聯(lián)軸器進展了選擇，故d1=42mm。半聯(lián)軸器與軸配合的轂孔長度為84mm，為了保證軸端擋圈中壓在半聯(lián)軸器上而不壓在軸的端面上，則L1就比84略短一點，現(xiàn)取L1=82mm。初步選擇滾動軸承。根據(jù)d2=46mm，初步選擇0根本游隙組，選用角接觸球軸承，由于該軸上軸力相對較大，應(yīng)選擇AC系列的軸承，查機械設(shè)計課程設(shè)計表8-158，選用7210AC，其尺寸為dDB=50mm9

17、0mm20mm，其定位軸肩為3.5，故定位套筒的直徑為57mm。因此，d3=d6=50mm。取安裝齒輪處的軸段的直徑d4=55mm，為了使套筒更加壓緊齒輪，此軸段應(yīng)略小于輪轂的寬度，故取L4=52mm，齒輪的右端采用軸肩定位，軸肩的高度h0.07d=0.0755=3.85mm，取h=5mm,則軸環(huán)處的直徑d5=65mm，軸環(huán)寬度應(yīng)大于1.4h，取軸環(huán)寬度為8mm。軸承端蓋的總寬度為。根據(jù)軸承端蓋的裝拆及便于對軸承添加潤滑脂的要求，取端蓋的外端面與半聯(lián)軸器右端面的距離為，故取L2=50mm。取齒輪與箱體之間的距離為15mm由后面的箱體設(shè)計確定。滾動軸承到箱體的距離為10mm，則L3=20+10+

18、15+3=48mmL6=20+10+15-8=37mm至此，已初步確定了軸的各段直徑及長度。軸上零件的周向定位齒輪、半聯(lián)軸器的周向定位均采用平鍵連接。半聯(lián)軸器與軸的連接，按直徑d1由機械設(shè)計課程設(shè)計表8-61查得平鍵選為bhL=16mm10mm40mm，配合為。齒輪與軸的連接，按d4查機械設(shè)計課程設(shè)計表8-61得，選用平鍵為bhL=12mm8mm70mm，配合為。滾動軸承與軸的周向定位是由過渡配合來保證的，此處選軸的直徑尺寸公差為k6。確定軸上圓角和倒角尺寸參考機械設(shè)計課程設(shè)計表8-158確定軸端倒角為，C、D、E處的圓角半徑r=2mm，A、B處的圓角半徑r=1.6mm。軸承確實定及校核對初選

19、高速級軸承7307C校核受力分析FFaeFr1F帶輪Ft1FH1FH2FV1FV2計算兩軸承的軸向力查機械設(shè)計課程設(shè)計表8-158，得到軸承7307C的對于70000C型軸承，它的派生軸向力，而軸向力未知，故先取，因此可估算Fd1=0.4Fr1=0.42011=804.4NFd2=0.4Fr2=0.42005=802N由于所以Fa2=Fd2=802N=0.057=0.030由機械設(shè)計課程設(shè)計表8-158進展插值計算，得。再計算各力Fd1=e1Fr1=0.4282011=860.7NFd2=e2Fr2=0.4002005=802N兩次計算的的值相差不大，因此確定計算軸承的當(dāng)量載荷由機械設(shè)計課程設(shè)

20、計表8-158查得，徑向系數(shù)和軸向系數(shù)為對軸承1：對軸承2：由機械設(shè)計表13-6查得，運輸有輕微沖擊，取P1=fp(*1Fr1+Y1Fa1)=1.1(0.442011+1.31544)=3187NP2=fp(*2Fr2+Y2Fa2)=1.112005=2205.5N計算軸承壽命由于，所以按軸承1的受力大小驗算所選軸承滿足壽命要求。故此軸承不用重選。對初選低速級軸承7210AC進展校核646461計算兩軸承的軸向力查機械設(shè)計課程設(shè)計表8-158，得到軸承7210AC的對于70000AC型軸承，它的派生軸向力。Fd1=0.68Fr1=0.681817.7=1236N由于所以由機械設(shè)計課程設(shè)計表8-

21、158進展插值計算，得。計算軸承的當(dāng)量載荷由機械設(shè)計課程設(shè)計表8-158查得，徑向系數(shù)和軸向系數(shù)為對軸承1：對軸承2：由機械設(shè)計表13-6查得，運輸有輕微沖擊，取計算軸承壽命由于，所以按軸承1的受力大小驗算由于軸承壽命太大，應(yīng)重新選擇。對同一尺寸要求可選7210C。對軸承7210C進展校核查機械設(shè)計課程設(shè)計表8-158，得到軸承7210C的對于70000C型軸承，它的派生軸向力，而軸向力未知，故先取，因此可估算由于所以由機械設(shè)計課程設(shè)計表8-158進展插值計算，得。再計算各力因此確定插值計算計算軸承的當(dāng)量載荷由機械設(shè)計課程設(shè)計表8-158查得，徑向系數(shù)和軸向系數(shù)為對軸承1：對軸承2：由機械設(shè)計表13-6查得，運輸有輕微沖擊，取計算軸承壽命由于，所以按軸承1的受力大小驗算所選軸承滿足壽命要求。這相對7210AC來說更加適宜。由于7210C和7210AC構(gòu)造尺寸都是一樣，故原來設(shè)計好的軸不必再重新設(shè)計。至此，軸承的選擇及校核已全部完成。鍵的校核高速軸上的鍵選擇鍵連接的類型和尺寸一般8級以上精度的齒輪有定心精度的要求，應(yīng)選用平鍵連接。由于在這根軸的鍵是在軸端，而軸端的直徑又很小，所以選用單圓頭鍵C型。由軸的設(shè)計里已確定的鍵尺寸為校核鍵連接的強度